книги из ГПНТБ / Совершенствование основных узлов турбопоршневых двигателей

рабочей программе на ЭЦВМ «Урал-4» занимает 3 мин машинного времени вместе с вводом исходных данных и проверкой правильно­ сти решения (по равенству сумм реакций и внешних нагрузок). Счет выполняется для любых выбранных положений по углу пово­ рота вала и позволяет охватить все состояния по нагрузкам в пределах цикла работы двигателя (360 или 720°).

^Расчеты коленчатых валов ряда двигателей КТЗ по неразрез­ ной схеме с учетом упругости опор, а также сравнение с расчетами по другим расчетным схемам [29] и результатами тензометрирования валов на работающих двигателях подтверждают, что колен­ чатые валы тепловозных и судовых двигателей работают как неразрезные балочные системы на упругих опорах. На рис. 88, а—г показано распределение максимальных переменных изгибных напряжений в наиболее напр-яженных местах вала по галтелям шатунных шеек, полученных в результате расчета коленчатых валов двигателей 16ДН 23/30, 16ЧН 26/26, 6ЧН 30/38 и 8ЧН 30/38

сиспользованием экспериментальных данных по жесткости вала

иего опор и коэффициенту концентрации напряжений. Сравнивая полученные величины напряжений с данными расчетов по широко распространенной в практике дизелестронтельных заводов раз­ резной схеме, видим, что применение упрощенной разрезной схемы приводит к завышению напряжений в опасных сечениях вала на 15—20% и более. При расчете по неразрезной схеме на абсолютно жестких опорах напряжения в наиболее нагруженных местах вала получаются заниженными по сравнению с действи­ тельными напряжениями на 15—25%. Для высоконапряжеиных

коленчатых валов современных двигателей указанное различие в напряжениях вносит существенную разницу в оценку их проч­

ности и в связи с дальнейшей форсировкой двигателей не может не учитываться.

Знание моментов от внешней нагрузки (по разрезной схеме) и надопорных моментов, получаемых в результате решения много­ опорной балки (аналога вала), позволяет определить номинальные напряжения в сечениях колена. В этой стадии колено снова рас­ сматривается как натурная выделенная деталь конструкции, к которой прикладываются силы и моменты, найденные из выпол­ ненного силового расчета вала (рис. 89).

Выбор сечения для расчета номинальных напряжений при последующем переходе к максимальным локальным напряжениям на галтели должен быть согласован с назначением соответствую­ щих коэффициентов концентрации. Величины коэффициентов концентрации при переходе от номинальных напряжений, найден­ ных по сечению щеки или по сечению шейки, будут различны: меньшими — в первом случае и большими — во втором.

Определение самих коэффициентов концентрации напряжений при конструировании конкретного вала из-за зависимости их от многих параметров для принятой формы колена является трудной задачей, не имеющей общего теоретического решения вследствие

138

Рис. 88. Распределение уровней максимальных расчетных напряжении в галтелях шатунных шеек в различных ко­ ленах вала (по длине):

сложной формы места перекрытия. Поэтому в стадии проектирова­ ния вала и его предварительного расчета значения коэффициентов концентрации следует находить,пользуясь ориентировочно методи­ кой проф. А. С. Лейкина [18], разработанной на основе обобще­ ния большого объема экспериментальных результатов. Она поз­ воляет учитывать по основным составляющим элементам конструк­ тивной формы эффекты общей неравномерности и собственно концентрации напряжений для конкретной конструкции колена. При этом для стальных валов, применительно к которым разраба­

тов концентрации более удобным является переход к расчету номинальных напряжений в сечении по шейке, где эти напряжения доступны измерению и однозначно находятся по геометрическим характеристикам построенного сечения и известным в нем расчет­ ным силовым факторам (рис. 89).

Проведенные измерения максимальных напряжений в галте­ лях ряда валов, стальных и литых чугунных, при отнесении их к расчетным номинальным напряжениям по шейке (у начала галтели) показали относительно узкий диапазон значений коэф­ фициентов концентрации, лежащих в пределах ka — 4 ч-5. Коэф­ фициенты концентрации, найденные для этих валов в пересчете от сечения щеки, имеют соответственно меньшие значения и нахо­ дятся в пределах аа = 2,5 ч-3,5.

Для каждого определенного колена коэффициенты концентра­ ции оказались зависимыми от схемы нагружения: они были наибольшими при действии моментов на опорах и несколько меньшими при приложении радиальных сжимающих усилий

140

к шатунной шейке. Это различие составляло 5—7% для неподнутренных (в щеку) галтелей п 15—20% для поднутренных галте­ лей сложного профиля (с минимальным радиусом в зоне щеки).

Определение запасов прочности при действии изгибающих моментов в условиях полного опирания вала достаточно выполнять для двух расчетных опасных сечений по галтелям шатунной шейки в каждом наиболее нагруженном колене вала. В галтелях коренных шеек возникают заметно меньшие напряжения с преоб­ ладанием сжатия, повышающего сопротивление переменным на­ грузкам.

Появление повышенных растягивающих напряжений на галте­ лях коренных шеек и отдельные случаи их разрушения становятся возможными только при частичной потере опирания вала и резком возрастании опорных изгибающих моментов.

Для расчета запаса усталостной прочности в опасных точках колен должны быть найдены верхние и нижние пределы изменения наибольших локальных напряжений, т. е. их размахи (удвоен­ ные амплитуды) за цикл работы двигателя, а также средние значе­ ния номинальных напряжений. При действии нагрузок двух видов, вызывающих напряжения изгиба, и неодинаковых для них коэф­ фициентов концентрации наибольшие напряжения на галтели будут определяться через номинальные в шейке следующим общим выражением:

в первой галтели колена

где k'a и k"a— коэффициенты концентрации для схемы нагруже­ ния колена соответственно радиальной силой и опорным моментом;

W — момент сопротивления поперечного сечения шейки по началу галтели.

Эти’напряжения для каждого рассматриваемого колена необ­ ходимо найти при крайних значениях действующих в нем расчет­ ных силовых факторов (пределов нагрузки) путем анализа расчет­ ных положений по силам и моментам для данного колена в пределах всего углового цикла поворота вала. Тогда амплитуда напряжений в галтели (первой и второй) определится из формулы

141

При наличии усталостных показателей, полученных только на стандартных образцах, вырезанных непосредственно из шейки вала (при отсутствии данных натурных испытаний колен), формула для определения запасов прочности будет иметь вид [39]

где а_!— предел выносливости-вырезанных образцов при сим­ метричном изгибе;

е— масштабный фактор сечения шейки относительно раз­ меров вырезанного стандартного образца (геометри­ ческая часть фактора) [39];

ß— коэффициент технологического упрочнения поверх­ ности галтели (азотпрозание, накатка); при отсут­ ствии упрочнения коэффициент характеризует чистоту

обработки поверхности галтели.

Для стальных азотированных валов с диаметром шатунной шейки 200—220 мм произведение eß близко к единице, т. е. раз­ рушающее напряжение в галтели соответствует пределу выносли­ вости вырезанного из вала неупрочненного (ложно азотированного) образца; для чугунных азотированных валов это произведение обычно меньше единицы и составляет 0,9—0,8 (соответственно, при диаметрах шатунных шеек вала 160—200 мм).

При известных величинах предельных разрушающих амплитуд напряжений на галтели (предел выносливости колен) в зависимости от силовой схемы изгибного нагружения при испытаниях запасы прочности в вале могут быть найдены:

по радиальной схеме

Одновременно с уточнением запасов прочности в вале получае­ мые надопорные изгибающие моменты, не учитываемые при ра­ счете коленчатого вала по разрезной схеме, позволяют уточнить девиации коренных шеек, необходимые для гидродинамического расчета подшипников. Максимальные реакции крайних опор при расчете по неразрезной схеме на упругих опорах получаются на 20—30% меньше, а реакции промежуточных опор на 5—20% больше, чем при расчете по разрезной схеме. Реакции опор в гори­ зонтальной плоскости существенно (до 40%) могут быть снижены установкой противовесов на валу, что оказывается особенно благоприятным для двигателей с относительно нежесткими ниж­

142

ними продольными балками. Это позволяет значительно умень­ шить деформации и переменные изгибные напряжения в элементах нижней части блока и присоединенных к нему узлов, работающих в условиях заданных деформаций. В то же время наличие про­ тивовесов на валу не оказывает практически влияния на размах переменных изгибных напряжений в галтелях коленчатого вала, а лишь несколько смещает циклическую кривую напряжений относительно нулевой линии и почти не меняет их запаса проч­ ности.

Расчет по неразрезной схеме дает возможность оценить влияние несоосностн опор на напряженность коленчатого вала. В галтели сопряжения шатунной шейки с первой щекой, т. е. в одном из наи­ более напряженных мест вала, при занижении второй опоры на 0,1 мм напряжения увеличиваются на 150—300 кгс/см2. Для промежуточных колен зала при занижении опор на 0,1 мм в галте­ лях щек, прилегающих к заниженной опоре, переменные напряже­ ния увеличиваются на 300—500 кгс/см2.

Использование уточненного расчетного метода и анализ полученных на его основе результатов расчета позволяют опре­ делить закономерность распределения изгибных напряжений по длине вала. Распределение усилий и напряжений по отдельным коленам (щекам) обусловливается схемой и тактностью двигателя, порядком работы цилиндров, конструкцией вала. Для рядных четырехтактных двигателей наиболее напряженными являются галтели сопряжения шатунных шеек с крайними и средними щеками (см. рис. 88, в, г). У двигателей Ѵ-образной компоновки средние щекиразгружены, а наиболее напряженными оказы­ ваются крайние (см. рис. 88, а, б). Таким образом, в ряде случаев прочность всего вала от изгибающих нагрузок лимитируется прочностью одной или нескольких щек. В результате одинакового выполнения всех щек коленчатый вал или имеет пониженный общий запас прочности, или является излишне утяжеленным и более трудоемким (при общем упрочнении всех галтелей). Поэтому с целью выравнивания изгибной прочности коленчатого вала по его длине и приближения к равнопрочное™ вала стано­ вится целесообразным дифференцированно подходить к заданию упрочнения или конструктивного выполнения отдельных щек. Это может быть достигнуто снижением их напряженности, напри­ мер, при увеличении размеров отдельных щек и галтелей, или дополнительной упрочняющей обработкой отдельных галтелей. Для крайних щек эффективным средством снижения напряжен­ ности является введение дополнительного прямого пролета вала с выносной опорой. При наличии на конце коленчатого вала гасителя крутильных колебаний (маховика) с введением выносной опоры практически устраняется возможность возникновения раз­ витых изгибных колебаний первого колена вала, связанных с на­ личием значительной консольной массы и понижением собственной частоты_в условиях обычного опирания вала. Выявление отдельных

143

щек вала, требующих дополнительного повышения прочности, достигается проведением расчета вала по неразрезной схеме или экспериментально его тензометрированием.

Опыт работы КТЗ показывает, что в условиях высокой напря­ женности и требований большого срока службы (моторесурса) решение задачи создания надежного вала невозможно без приме­ нения широкого комплекса исследовательских работ, которые должны охватывать три основных направления, а именно: опреде­ ление напряженности, усталостной прочности и сохранение исход­ ного запаса прочности коленчатого вала в процессе эксплуатации. Необеспеченность любого из указанных направлений ведет к сни­ жению надежности вала и возможности поломок в эксплуатации, сопряженных с большими материальными потерями. Этот вывод согласуется с имеющимися опубликованными материалами [43, 46], в которых также отражен Комплексный подход к поста­ новке исследовательских работ, выполненных в последнее время по коленчатым валам и другим ответственным деталям, в крупных зарубежных двигателестроительных фирмах.

Таким образом, при внедрении каждого нового вала необ­ ходим комплекс исследований, включающий в себя, с одной стороны, поиск наиболее напряженного участка коленчатого вала уточненным расчетом по неразрезной схеме (при использовании опытных данных и учете изменений опорных условий) с частичной проверкой тензометрированием на работающем двигателе и вы­ явлением колебательных явлений, а с другой стороны, определение действительных усталостных показателей материала и натурных элементов валов при конкретной технологии изготовления, поз­ воляющих в итоге оценить фактические запасы прочности вала. В целях повышения эффективности и исключения аварийных случаев в эксплуатации эти работы должны проводиться на стадии изготовления опытной партии двигателей до начала их серийного производства.

Для достижения общей, надежности вала необходимо опреде­ лить прочность шеек вала (по масляным отверстиям) в зависимости от моментных нагрузок. Прочность обычно обеспечивается с до­ статочными запасами (по расчетам для последних колен) исходя из максимальных размахов переменных моментов, передаваемых валом при наибольшей мощности. Опасность для прочности вала могут представлять лишь развитые крутильные колебания при резонансах на определенных режимах. Для их ограничения в сов­ ременных транспортных дизелях применяют преимущественно жидкостные силиконовые гасители и маятниковые антивибраторы крутильных колебаний или комбинированные антивибрационные устройства, которые устанавливают на переднем свободном конце (хвостовике) коленчатого вала с помощью прессовых конических соединений или фланцевых соединений с призоиными болтами. Для сохранения эффективной работы гасителей колебаний в дли­ тельной службе двигателей и устранения повреждений на поверх­

144

ностях сопряжений, способных вызвать усталостные поломки концевых элементов вала, необходимо гарантировать полную взаимную неподвижность в соединениях путем передачи действую­ щих переменных моментов только силами трения в контакте при исключении в расчете силовой функции поставленных шпонок и призонных болтов. Требуемое обеспечение неподвижности на контактных поверхностях достигается в прессовых соединениях относительно высокими натягами (8С|) ^ Ь 10-3 d где dc, — средний диаметр хвостовика вала) с отказом от шпонок и примене­ нии гидрозапрессовкн [32 ] и соответственно во фланцевых соедине­ ниях контролируемыми усилиями затяжки болтов при сборке с использованием специальных технологических приемов для получения достаточного сжатия фланцев [41 ].

10 Е. а . н икитнн

РАЗЪЕМНЫЕ ПОДШИПНИКОВЫЕ УЗЛЫ ДИЗЕЛЕЙ

В поршневых двигателях и компрессорах разъемными выпол­ няют рамовые или коренные подшипники, принадлежащие непод­ вижному остову агрегата; мотылевые-илн шатунные подшипники, принадлежащие механизму «движения» и расположенные в раз­ борных головках шатунов. Эти подшипниковые узлы являются основными и часто, особенно для двигателей внутреннего сгорания, определяют наравне с поршневой группой возможный моторесурс

инадежность двигателя в эксплуатации вследствие высоких уровней переменных усилий в крнвошнпно-шатуином механизме

ина опорах коленчатого вала в связи с ростом давлений сгорания

вцилиндрах (рг — 100-М50 кгс/см2) и повышением быстроход­ ности [28].

Конструктивное развитие разъемного подшипникового узла привело к появлению наиболее совершенного и технологичного (особенно в условиях серийного и массового производства) разъ­ емного подшипника с тонкостенными вкладышами. Важными преи­ муществами такого исполнения узла являются полная взаимо­ заменяемость вкладышей, простота обработки и сборки подшип­ ника и значительная экономия цветных металлов, особенно при налаженном промышленном производстве биметаллической ленты (как заготовки для вкладышей).

В современных форсированных двигателях с несущим сварным блоком и подвесным коленчатым валом при наличии стесненных габаритных размеров внутри картера разъемные подшипники получили характерные очертания и выполнение (рис. 90, а, б). Форма кривошипных головок шатунов, образующих тело постели шатунных подшипников, значительно отличается от круговой формы из-за условий выемки через цилиндры и развития шеек вала. При этом жесткость головок шатунов в различных радиаль­ ных сечениях неодинакова. Коренные подшипники выполняются, как правило, подвесными ввиду отсутствия фундаментной рамы и имеют, в отличие от прежней компоновки, наиболее нагружен­ ную сторону в отъемной подвеске, которая только через стыковые

146